10799

Автомобили. Теория эксплуатационных свойств. Анализ конструкции, элементы расчета

Книга

Логистика и транспорт

Автомобили Теория эксплуатационных свойств. Анализ конструкции элементы расчета Учебное пособие по выполнению расчетно-практических занятий и курсового проекта по дисциплине Автомобили. Разделы: 1. Теория эксплуатационных свойств, 2. Анализ конструкций элементы...

Русский

2013-04-02

1.3 MB

179 чел.

Автомобили

Теория эксплуатационных свойств.

Анализ конструкции, элементы расчета

Учебное пособие по выполнению расчетно-практических занятий и курсового проекта по дисциплине «Автомобили». Разделы: 1. Теория эксплуатационных свойств; 2. Анализ конструкций, элементы расчета по специальности 190601.65- Чебоксары: РИО ФГОУ ВПО «ЧГСХА», 2011.-с.47

ПРЕДИСЛОВИЕ

Настоящее пособие рекомендуется для использования на расчетно-практических занятиях и выполнения заданий по курсовому проектированию, предусматривает проведение расчетов автомобиля, анализ рабочих процессов, включая расчеты на прочность, долговечность и износостойкость: сцепления, коробки передач, главной передачи, дифференциала.

Предназначено для студентов, обучающихся по специальности 190601.65 «Автомобили и автомобильное хозяйство».

Пособие включает разделы 1. ТЭС; 2. Анализ конструкций, элементы расчета расчетно-практических занятий:

1. Теория эксплуатационных свойств (ТЭС):

- тяговый расчет автомобиля;

- динамический расчет автомобиля.

2. Анализ конструкций, элементы расчета:

- муфты сцепления;

- коробки передач;

- главной передачи;

- дифференциала.

В начале каждого подраздела изложен теоретический материал, затем последовательность решения задачи. Заканчивается каждый раздел выполнением задания для самостоятельного решения.

Для успешного усвоения разделов пособия полезно вспомнить материал ранее изученных дисциплин: физики, теоретической механики, деталей машин.

Рекомендовано к использованию в учебном процессе кафедрой «Автомобили, тракторы и автомобильное хозяйство»

(протокол №    от                2011 г.)


З А Д А Н И Я

для выполнения расчетно-практических работ

по дисциплине «Автомобили. Анализ конструкций, элементы расчета»»

студенту (ке)_______ курса инженерного факультета

специальность_______________________________

№ варианта______

(выбирается по двум последним цифрам зачетной книжки из приложенной таблицы)

Задание № 1

Тема: «Анализ конструкций, элементы расчета муфты сцепления»

1. Определить основные параметры сцепления.

2. Рассчитать работу трения сцепления.

3. Рассчитать привод управления сцеплением.

Приведите схему привода в масштабе 1:2.

Задание № 2

Тема: «Анализ конструкций, элементы расчета коробки передач»

1. По имеющемуся методическому материалу обоснуйте:

а) выбор схемы коробки передач;

б) число ступеней;

в) передаточных чисел.

Используйте расчет главной передачи.

2. Определить основные параметры КП:

а) межосевое расстояние;

б) модуль зубчатой передачи;

в) ширину венцов.

2.1. Определить по эмпирическим формулам параметры ( и d) валов коробки передач.

2.2. Определить по эмпирическим формулам параметры подшипников валов КП.

3. Определить силы, действующие на зубчатые колеса.

3.1. Определить реакции опор на валах.

3.2. Определить изгибающие и крутящие моменты на валах.

3.3. Построить эпюры моментов.

3.4. Определить напряжения в сечениях.

3.5. Рассчитать валы КП на жесткость.

3.6. Определить динамическую грузоподъемность и долговечность подшипников.

Задание № 3

Тема: «Анализ конструкций, элементы расчета главной передачи»

1. Дайте характеристику применяемых главных передач на отечественных марках автомобилей. Обоснуйте необходимость их применения и значение передаточных чисел.

1.1. По приведенным в таблицах 4.5 параметрам рассчитать:

а) силы, действующие в зацеплении конической пары шестерен;

б) реакции опор;

в) проверить валы главной передачи на прочность и жесткость.

2. Рассчитать напряжение на зубьях шестерен.

3. Ведущий вал передачи автомобиля рассчитать на жесткость:

                 по величине прогиба:

а) в вертикальной плоскости;

б) в горизонтальной плоскости;

в) по углу поворота φ.

Задание № 4

Тема: «Анализ конструкций, элементы расчета дифференциала»

1. Дайте характеристику применяемых на отечественных автомобилях дифференциалов.

1.1. На симметричном коническом дифференциале определить:

а) окружную силу, действующую на сателлит;

б) напряжение смятия на шипах крестовины под сателлитом;

в) напряжение среза шипа крестовины;

г) напряжение смятия в месте крепления шипа в корпусе дифференциала под действием окружной силы.

З А Д А Н И Е

для выполнения курсового проекта по дисциплине «Автомобили»

студенту (ке)____________курса инженерного  факультета

специальность ______________________________________

№ варианта__________________

(выбирается по двум последним цифрам зачетной книжки из приложения 6 и заполняется в приложении исходных данных 7)

1. Произвести тяговый расчет автомобиля.

1.1. Построить:

1.1.1 внешнюю скоростную характеристику;

1.1.2 график тягового баланса автомобиля на высшей передаче

2. Произвести динамический расчет автомобиля.

2.1. Построить и дать анализ универсальной динамической характеристики.

3. Произвести расчет сцепления на буксование.

4. Определить параметры КП.

4.1. Определить параметры зубчатого зацепления.

4.2. Определить силы действующие на зубчатые колеса

4.3. Произвести расчет валов КП на прочность и жесткость

4.4. Определить динамическую грузоподъемность и долговечность подшипников.

5. Определить основные параметры главной передачи.

5.1. Произвести расчет ведущего вала главной передачи на жесткость.

6. Определить основные параметры дифференциала.

Графическая часть составляет 1 лист формата А-1 из 2х предлагаемых вариантов:

1 вариант. Сборочный чертеж сцепления и кинематическая схема коробки передач.

2 вариант. Сборочный чертеж главной передачи и кинематическая схема коробки передач.

Чертежи должны сопровождаться:

1. технической характеристикой

2. техническими требованиями

3. спецификацией

 Задание выдал:

 «______»___________ 2011 г.


1. ТЯГОВЫЙ И ДИНАМИЧЕСКИЙ РАСЧЕТ АВТОМОБИЛЯ

1.1. Тяговый расчет автомобиля

Основой для тягового расчета автомобиля является внешняя скоростная характеристика двигателя (рис. 1.1 и 1.2).

1.1.1. Потребная мощность двигателя при заданной максимальной скорости и грузоподъемности автомобиля (точка «А») определяется (кВт):

    (1.1)

где     - приведенный коэффициент дорожного сопротивления;

т0- снаряженная масса автомобиля, кг;

mг - масса перевозимого груза, кг (грузоподъемность или пассажировместимость

       определена техническим заданием);

Rw- сопротивление воздуха при движении автомобиля, Н;

Vmax- максимальная скорость автомобиля, м/с;

- механический коэффициент потерь на трение

           (механический КПД трансмиссии).

Механический КПД трансмиссии определяется по формуле (с учетом числа пар зубчатых передач в кинематической схеме трансмиссии прототипа автомобиля):

    (1.2)

где       = 0,96 – КПД, характеризующий потери холостого хода;

 = 0,985 - КПД цилиндрической передачи;

= 0,975 - КПД конической передачи;

и - соответственно число пар цилиндрических и конических передач, определяемых по кинематической схеме трансмиссии прототипа автомобиля.

Примерные значения механического КПД:

для легковых автомобилей = 0,90.. .0,92;

для грузовых обычной проходимости  = 0,85...0,88;

для грузовых автомобилей повышенной проходимости  = 0,80...0,85;

с одинарной главной передачей  = 0,85...0,90;

для автомобилей с двойной или червячной главной передачей = 0,80...0,85.

Снаряженная масса и грузоподъемность автомобиля задаются.

У легковых автомобилей и автобусов грузоподъемность определяется числом посадочных мест для пассажиров (пассажировместимость). При этом масса одного пассажира принимается равной:

для легковых автомобилей - 80 кг (70 кг + 10 кг багаж);

для автобусов:

городского- 68 кг

пригородного - 71 кг (68 кг + 3 кг багажа)

сельского (местного) - 81 кг (68 кг +13 кг багажа).

междугородного - 91 кг (68 кг + 23 кг багажа)

Массу обслуживающего персонала автобуса (водитель, гид, кондуктор и др.), водителя и пассажиров в кабине грузового автомобиля принимают равной 75 кг на одного человека.

Связь между снаряженной массой автомобиля, грузоподъемностью и разрешенной максимальной  массой осуществляется через коэффициент грузоподъемности:

     (1.3.)

Сопротивление воздуха определяется по формуле [Н]:

    (1,4)

где к - коэффициент обтекаемости автомобиля (Н с24). 

Приближенные значения коэффициента обтекаемости находятся в следующих пределах:

легковой автомобиль с закрытым кузовом - 0,20.. .0,30;

легковой автомобиль с обтекаемой формой кузова - 0,20.. .0,32;

легковой автомобиль с необтекаемой формой кузова

(УАЗ-31512,ВАЗ-21213 «Нива» и т.п.)-0,35...0,60;

грузовой автомобиль: бортовой- 0,50...0,70;

с кузовом (фургон) - 0,50.. .0,60;

автобус: капотный компоновки - 0,45...0,55;

              вагонной компоновки - 0,35...0,45;

гоночный автомобиль - 0,15...0,20;

F - площадь лобовой поверхности (м2), определяется приближенно по формулам:

для грузовых автомобилей — F = B1H

для легковых автомобилей - F= 0,8 ВН                                                       (1.5)

где B1 - колея задних колес;

     В - габаритная ширина автомобиля;

     Н - габаритная высота автомобиля.

Следовательно, расчетная мощность двигателя «в точке А»:

1.1.2. Номинальная мощность двигателя (точка «В»)

Номинальная мощность определяется по формуле (формула С.Р. Лейдермана), кВт

 (1,6)

где      a1 = b1 = c1= 1,0 — для карбюраторных двигателей;

a1 = 0,53, b1= 1,56, c1—1,09 - для дизелей;

nн и nmax -номинальная и максимальная частота вращения коленчатого вала

                  двигателя,

nmax =(1,1-1,15) пн - для бензиновых двигателей без ограничителя частоты

                                   вращения вала двигателя (легковые и грузовые автомобили 

                                   грузоподъемностью до 1,5 т);

nmax = nн - для дизелей и бензиновых двигателей с ограничителем частоты 

                   вращения вала двигателя (грузовые автомобили грузоподъемностью

                   свыше 1,5 т).

Ориентировочно частоту вращения коленчатого вала двигателей можно определить

nmax = nн + (6,7...8,4), с-1 -   для бензиновых двигателей;

nmax = nн + (5,0...7,0), с-1 -   для дизелей.

Следовательно расчетная мощность двигателя «в точке В»

1.1.3. Определение других параметров внешней скоростной характеристики

          двигателя

Мощность, соответствующая максимальному крутящему моменту двигателя

(точка «С») определяется, кВт

  (1.7)

где по - частота вращения при максимальном крутящем моменте, которая принимается

            равной  по =(0,6...0,8) пн.

По этой же формуле определяется мощность для режима работы двигателя при минимально устойчивой частоте вращения коленчатого вала (точка «Д»), только вместо по

подставляется пmin . Для карбюраторных двигателей  пmin =10.. .11,5 с-1 (600…700 мин -1), для дизелей пmin = 11,5…12,5 с-1 (700…750 мин -1).

Следовательно, расчетные мощности двигателя «в точках «С» и «Д» равны

NеС=

NеД=

Крутящий момент двигателя определяется по формуле [Нм]:

    (1,8)

где   пх - частота вращения коленчатого вала в соответствующих точках, с-1

       Nех - мощность двигателя в соответствующих точках, кВт.

Крутящий момент определяют для характерных режимов работы двигателя, соответствующих точкам «А», «В», «С» и «Д», подставляя в формулу соответствующие значения мощности Nex (кВт) и частоты вращения коленвала пх -1).

MеА=

MеВ=

MеС=

MеД=

Удельный расход топлива также определяют для точек «А», «В», «С» и «Д» по формуле [г/кВт∙ч]

   (1.9)

где а = b = 1,55; с = 1,0 для дизеля;

а =1,2; b = 1,0; с = 0,8 для карбюраторных двигателей;

пх - частота вращения коленвала в точках «А», «В», «С» и «Д»;

qen - минимальный удельный расход топлива (г/кВт-ч) принимается по прототипу:

для карбюраторных двигателей qen =0,30 ... 0,37 кг/кВт-ч /300…370 г/кВт∙ч/;

для дизелей qen =0,19 ... 0,24 кг/кВт-ч /190…240 г/кВт∙ч/.

qeA =

qeB =

qeC =

qeД =

1.1.4. Построение внешней скоростной характеристики двигателя

Внешняя скоростная характеристика бензинового двигателя и регуляторная характеристика дизеля (рис.1.1 и рис.1.2) показывают изменения эффективной мощности двигателя Ne, крутящего момента Ме и удельного расхода топлива qe от частоты вращения пх.

По оси абсцисс откладывают в масштабе значения характерных частот вращения от nmin до nmax , а по оси ординат соответствующие значения Ne, Me и qe.

Минимально устойчивая частота вращения коленчатого вала бензиновых двигателей составляет nmin = (12,0 ... 13,5) с-1; для дизелей составляет nmin = (8,0 ..10,0), с-1.

Значение параметров откладывают для характерных точек «А», «В», «С» и «Д». Соединяют точки плавными огибающими линиями Ne = f(n), Me = f(n), qe = f(n). Более точного выполнения кривых можно достичь, дополнительно определив Ne, Me и qe по соответствующим формулам для двух или трех текущих значений пх.

Желательно характеристики двигателей (графические зависимости) выполнять на миллиметровой бумаге формата А4.

1.1.5. Передаточное число главной передачи

Передаточное число определяют из условий обеспечения максимальной скорости движения на высшей расчетной передаче коробки передач:

    (1.10)

где Uкв - передаточное число коробки передач на высшей передаче. Для коробки передач

                грузовых автомобилей без делителя, как правило, Uкв = 1; для некоторых легковых

                автомобилей Uкв = 0,7 ... 0,8. У грузовых автомобилей с числом передач,

                не превышающим шесть, чаще всего Uкв = 1. При применении многоступенчатых

                коробок передач (с делителями) Uкв = 0,7 ... 0,8.

      Uдв - передаточное число высшей передачи в дополнительной коробке. Как правило, в дополнительной коробке Uкв = 1,0 ... 1,5, а при отсутствии этой коробки Uкв = 1,0;

rд- динамический радиус ведущих колес, м;

    (1.11)

где d - посадочный размер обода, мм; b - ширина профиля шины, мм;

λсм. - коэффициент, учитывающий смятие шины под нагрузкой. Для грузовых автомобилей автобусов, шин с регулируемым давлением (кроме широкопрофильных), диагональных шин легковых автомобилей λсм = 0,85 ... 0,90; для радиальных шин легковых автомобилей λсм = 0,80 ... 0,85.

Следовательно, передаточное число главной передачи составляет:

Динамический радиус ведущих колес определяется из обозначения шины, которые выбираются в зависимости от вертикальной нагрузки.

Нагрузка на одно ведущее колесо полностью груженого автомобиля (Н):

    (1.12)

где пш - число шин на ведущей оси;

     λк. - коэффициент нагрузки ведущих колес. Для грузового автомобиля типа 4x2 коэффициент λк = 0,65 .. .0,75; для легковых автомобилей типа 4x2 коэффициент

λк = 0,50 .. .0,60; для легковых и грузовых автомобилей типа 4 х 4 и 6 х 6 коэффициент

λк = 1,0.

Следовательно, нагрузка на одно ведущее колесо составляет:

По величине нормальной нагрузки выбирают модель и размер шин. Шины прототипа сравнивают по нормальной нагрузке.

Найденное передаточное число главной передачи сравнивают с существующими передаточными числами автомобилей - аналогов.

Рисунок 1.1. - Внешняя скоростная характеристика дизеля с регулятором угловой скорости

Рисунок 1.2. - Внешняя скоростная характеристика бензинового двигателя

Для улучшения достаточного дорожного просвета рекомендуется выбирать для легковых автомобилей Uгп ≤ 5, для грузовых автомобилей грузоподъемностью до 8 т принимают Uгп ≤ 7, при грузоподъемности свыше 8 т принимают Uгп ≤ 9.

Если окажется, что Uгп ≥ 9, то главную передачу следует выполнять двойной или после главной передачи ввести конечные передачи (колесные редукторы).

1.1.6. Передаточное число на первой передаче

Передаточное число на первой передаче определяется из условия обеспечения возможности движения автомобиля по дороге с максимальным приведенным коэффициентом сопротивления

    (1.13)

где      G = 9,8 (mo +mг)— сила тяжести (вес) груженого автомобиля, Н;

Ψmax - максимальный коэффициент дорожного сопротивления.

Для автомобилей с колесной формулой типа 4 x 2 коэффициент Ψmax принимается:

Ψmax = 0,25...0,40 для легковых и Ψmax = 0,32  .0,50 для грузовых.

Для автомобилей с колесной формулой типа 4 x 4 коэффициент Ψmax = 0,60…0,80

Следовательно, передаточное число на первой передаче составляет:

 

Полученное значение проверяется по условиям отсутствия буксования:

Для переднеприводных автомобилей:

   (1.14)

Для заднеприводных автомобилей:

   (1.15)

где       φ - коэффициент сцепления движителей с дорогой;

L – база автомобиля, м (принимается по прототипу, см. справочную литературу);

hд – высота центра масс, м. У груженого грузового автомобиля типа 4 х 2 высота

hд =0,90…1,5 м; у груженых грузовых автомобилей типа 4 х 4 и 6 х 6 координата

hд = 0,80…1,4м; у легковых автомобилей с полной нагрузкой hд = 0,50…0,65 м.

Проверку ведут на сухом шоссе при коэффициенте φ = 0,60…0,80.

Следовательно, расчетное значение передаточного числа составляет:

Кроме того, полученное значение Uк1 проверяют по условиям обеспечения необходимой минимальной скорости движения. Минимальная скорость движения

    (1.16)

Скорость движения должна быть в пределах:

Vmin = 1,5 ... 2,0 м/с для грузовых автомобилей;

Vmin = 2,0 ... 3,0 м/с для легковых автомобилей.

1.1.7. Число ступеней коробки передач

Число ступеней трансмиссии выбирается в зависимости от диапазона передаточных чисел

    (1.17)

d

5,7…8,5

7,9…9,35

8…10

9,2…18,5

13…19,4

17…24,7

Число

ступеней

5

6

8

10

16

20

Для автомобилей грузоподъемностью 3…10т наиболее рациональны пяти-шестиступенчатые, а для автомобилей с большей грузоподъемностью многоступенчатые          (8 ... 20 ступеней) коробки передач. Для автомобилей-тягачей применяют коробки передач с делителем, имеющие от 8 до 20 ступеней. На автомобилях повышенной проходимости чаше всего применяют четырех- или пятиступенчатые коробки передач в сочетании с двух- или трехступенчатой дополнительной коробкой.

Принимаем число ступеней /передач/ -

Следовательно, диапазон передаточных чисел составляет

d =

1.1.8. Передаточные числа промежуточных передач.

Передаточные числа определяются через знаменатель геометрической прогрессии

     (1.18)

где      Z - число передач.

Передаточные числа остальных передач определяют по формулам:

      (1.19)

Передаточные числа трансмиссии определяются:

    (1.20)

Скорости движения автомобиля на всех передачах, соответствующие максимальной частоте вращения коленчатого вала двигателя (точка «А»)

     (1.21)

Следовательно, скорости движения составляют:

      V1 =    V2 =   V3 =   

Скорости движения автомобиля, соответствующие остальным характерным режимам работы двигателя (точки «В», «С», «D») определяют по формуле:

м/с      (1.22)

где     пх - текущее значение частоты вращения вала двигателя, с-1;

      Uтрх - передаточные числа трансмиссии на каждой передаче.

Точка «В»:

VBmax=                          VB3=                         VB2=                        VB1=

Точка «С»:

VСmax=                        VС3=                         VС2=                        VС1=

Точка «D»:

VDmax=                        VD3=                         VD2=                        VD1=

1.1.9. График тягового баланса автомобиля на высшей /прямой/передаче

Уравнение тягового баланса

Рк= RΨ+δврRj+Rw     (1.23)

где     RΨ - сопротивление перекатыванию. При скорости движения до 28 м/с можно принимать величиной постоянной и равной /Н/

RΨ =GΨ.      (1.24)

Модуль силы тяжести в Н

G = mq,

здесь   Ψ - приведенный коэффициент дорожного сопротивления;

           Rw - сопротивление воздуха при движении автомобиля;

Rj - сопротивление силам инерции поступательно движущихся масс автомобиля;

δВр - коэффициент учета вращающихся масс;

Рк - касательная сила тяги на движителях определяется по формуле /Н/

   (1.25)

Следовательно, сопротивление воздуха на различных скоростях /характерных точках/ определяем, пользуясь формулой (1.4).

При этом скоростью от 5,5 м/с до Vmax можно задаваться произвольно.

=

=

=

=

Значения крутящего момента двигателя Mе на различных режимах работы (точки «А», «В», «С» и «D») принимаются из скоростной характеристики (рис. 1.1 и рис. 1.2).

Следовательно, касательная сила тяги в характерных точках:

                                                       

                                                       

Критерием правильности расчетов служит совпадение численных значений силы тяги Рк и сил сопротивлений движению RΨ + Rw  в точке «А», соответствующей максимальной скорости движения автомобиля (см. рис. 1.3).

Рисунок 1.3. - Тяговый баланс автомобиля на прямой передаче

1.2. Динамический расчет автомобиля

Результатом динамического расчета является универсальная динамическая характеристика - основной технический документ автомобиля.

Динамической характеристикой называют графически выраженную зависимость динамического фактора от скорости движения автомобиля на различных передачах

(рис.1.4).

Динамический фактор представляет собой отношение избыточной касательной силы, необходимой для преодоления сопротивления дороги, к силе тяжести автомобиля:

    (1.26)

1.2.1. Динамическая характеристика снаряженного (порожнего) автомобиля

Для построения динамической характеристики порожнего автомобиля определяют значения динамического фактора на каждой передаче для четыре характерных режимов работы двигателя (точки «А», «В», «С» и «D»). Масса порожнего автомобиля равна массе автомобиля без груза mo (снаряженная масса) плюс масса водителя, т.е.

    (1.27)

Следовательно, модуль силы тяжести снаряженной массы /Н/ определяется по известной формуле (1.24). Масса водителя принимается равной 75 кг

   (1.28)

Таблица 1.1. - Сопротивление воздуха Rw

Передача

                  Характерные точки

І

ІІ

ІІІ

ІV

А

В

С

D

Таблица 1.2. - Касательная сила тяги

Передача

                  Характерные точки

І

ІІ

ІІІ

ІV

А

В

С

D

Таблица 1.3. - Динамический фактор D

Передача

                  Характерные точки

І

ІІ

ІІІ

ІV

А

В

С

D

Построение начинают с высшей передачи. Для этого на горизонтальной оси в выбранном масштабе откладывают максимальную скорость движения автомобиля Vmax (точка «А») и скорости движения на других характерных режимах работы двигателя (точки «В», «С» и «D»), а на вертикальной оси также в выбранном масштабе откладывают соответствующие значения динамического фактора. Подобным же способом выполняют построение динамического фактора и на других передачах.

Крутящему моменту в точке «А» регуляторной характеристики будет соответствовать максимальная частота вращения коленвала двигателя и максимальная скорость движения на прямой (высшей) передаче.

Для точек «В», «С» и «D» скорость поступательного движения определяется по формуле (по аналогии с формулой 1.22), м/с

      (1.29)

Рисунок 1.4. - Универсальная динамическая характеристика автомобиля

1.2.2. Универсальная динамическая характеристика

Универсальная динамическая характеристика строится с целью определения динамических качеств автомобиля при любой статической загрузке кузова или салона.

Для получения универсальной динамической характеристики автомобиля производят дополнительные построения. В верхней части построенной динамической характеристики наносится вторая ось абсцисс, на которой откладывают значения коэффициента загрузки автомобиля (см. рис. 1.4).

    (1.30)

где m - максимальная масса автомобиля (масса груженого автомобиля), в кг.

В крайней слева точке верхней оси абсцисс коэффициент загрузки автомобиля равен единице (Г = 1), что соответствует порожнему автомобилю. Ось коэффициента Г разбивают на ряд равных обрезков и через их граничные точки проводят вертикальные линии до пересечения с линией горизонтальной осью. Эти линии будут соответствовать промежуточным значениям коэффициента Г.

Максимальное значение Гтах нужно отложить в точке координаты, соответствующей скорости Vтах. Точки Гmax и Vmax  соединяют вертикальной линией, которая будет являться второй осью ординат, что соответствует полностью груженому автомобилю.

Умножив значения динамического фактора порожнего автомобиля на коэффициент Гmax получают значения динамического фактора полностью груженого автомобиля и откладывают их на второй оси ординат:

    (1.31)

Таблица 1.4. - Динамический фактор Dгр 

Передача

                  Характерные точки

І

ІІ

ІІІ

ІV

А

В

С

D

Соответствующие значения динамического фактора порожнего и полностью груженого автомобиля соединяют наклонными линиями.

Точки пересечения этих наклонных линий с остальными вертикалями образуют на каждой вертикали масштабную шкалу для соответствующего коэффициента загрузки кузова или салона автомобиля.

Таким образом, построенная универсальная динамическая характеристика позволяет определить динамический фактор при любой степени загрузки автомобиля.

1.2.3. Анализ построенной универсальной динамической характеристики

В процессе анализа необходимо дать ответы на вопросы:

- имеются ли расхождения динамических качеств, проектируемого автомобиля, от прототипа и какие факторы на это повлияли;

- какие значения критических скоростей получены по передачам и почему они называются критическими;

- какие предельные углы подъема может преодолевать автомобиль с полной нагрузкой при известном коэффициенте сопротивления перекатыванию колес;

- как определить время рейса груженого автомобиля, если известны расстояние перевозки груза и приведенный коэффициент сопротивления дороги.


Раздел 2. Анализ процесса работы сцепления автомобилей и

определение его основных параметров

Задание 2.1

2.1.1. Определение основных параметров сцепления

Габаритные размеры сцеплений выбирают из возможности надежной передачи максимального крутящего момента двигателя Мд. max. Основным  параметром фрикционного сцепления является наружный диаметр ведомого диска.

Максимальное значение передаваемого сцеплением момента (Нм) определяется уравнением

,                                                                                                                 (1.1)

где z – число пар трения; z = 2nвд (nвд – число ведомых дисков); β – коэффициент запаса. Обычно принимают β = (1,2…2,5) в зависимости от типа сцепления и его назначения. Для сцеплений легковых автомобилей β = (1,2…1,5); для однодисковых и двухдисковых сцеплений грузовых автомобилей

β = (1,5… 2,2); для двухдисковых сцеплений автомобилей повышенной проходимости β = (2…2,5)    [3].

Диаметр (м) ведомого диска определяют по формуле:

,                                                                                                          (1.2)

где P0 – давление между поверхностями трения: P0 = (0,15…0,25) МПа, причем меньшее значение имеют сцепления автомобилей большой грузоподъемности; μ – коэффициент трения. При проектировании сцепления принимается: при трении прессованного асбеста, армированного проволокой, по чугуну μ = (0,3…0,35); по стали μ = (0,18…0,22); спеченных материалов по стали μ = (0,33…0,38); спеченных материалов по стали в масле μ = (0,07…0,12).

Внутренний диаметр фрикционного кольца ведомого диска

принимается d = 0,5…0,7D.

Значения диаметров ведомого диска принимаются с учетом диаметров маховика и дисков сцепления прототипов

Для однодисковых сцеплений ВАЗ – 1111 – D/d (мм) 160/110;

ВАЗ – 2108 – 190/130; АЗЛК – 2141 – 203/145; ГАЗ – 3102 – 225/150;

ГАЗ – 3307 – 300/164; ЗИЛ – 431410 – 342/186; «Икарус – 260 » - 420/220.

Для двухдискового сцепления D/d, (мм) КамАЗ – 5320 – 350/200;

МАЗ – 5335 – 400/220.

Сила сжатия (Н) фрикционных дисков сцепления:

,                                                                                                                          (1.3)

где Rc – средний радиус фрикционного кольца ведомого диска, м

Rc = 0,25(D+d).

Число пружин (c периферийным расположением):

,                                                                                                                               (1.4)

где Рпр – рабочее усилие одной пружины. Принимается по прототипу.

Значение усилий пружин находятся в следующих пределах: для

ГАЗ - 24 - 220… 260 Н, ГАЗ - 3307 - 630 Н, ЗИЛ - 431410 - 680 Н,

Урал - 4320 - 780 Н, МАЗ - 6422 - 400 Н.

Число пружин с периферийным расположением должно быть кратным числу рычажков выключения сцепления.

2.1.2. Расчет работы трения сцепления на изнашивание и нагревание

Износостойкость сцепления определяется по величине удельной работы буксования (Дж/см2) при трогании автомобиля на первой и второй передачах:

                                                                                                                            (1.5)

где Lδ – работа трения при буксовании сцепления; Fн.с. – суммарная площадь накладок сцепления.

Работа трения определяется по уравнению:

, где                                                                                                 (1.6)

где - радиус колеса, (м); mа – полная масса автомобиля (кг) приложении 2; rk – радиус колеса (м); ωд – угловая скорость коленчатого вала двигателя (1/сек); Uтр = Uгп·U – передаточное число трансмиссии – принимаем  по  прототипу автомобиля  приложение  2;  d – диаметр  обода  диска  (мм); в – ширина профиля шины, λсм – коэффициент, учитывающий смятие шины под нагрузкой. Для шин грузовых автомобилей и автобусов, шин с регулируемым давлением (кроме широкопрофильных), диагональных шин легковых автомобилей λсм = (0,85…0,9); для радиальных шин легковых автомобилей λсм = (0,8…0,85).

Суммарная площадь накладок сцепления (см2)

.                                                                                        (1.7)

Удельная работа буксования при трогании автомобиля не должна превышать: для легковых (50…70) Дж / см2; для грузовых (120…150) Дж / см2 .

Нагрев деталей (град) за одно включение при трогании с места:

,                                                                                                  (1.8)

где γ = 0,5 – коэффициент перераспределения теплоты; mдет – масса (кг)

нажимного диска в однодисковом сцеплении или среднего ведущего диска в двухдисковом сцеплении; они может быть определена по эмпирическим соотношениям: mдет= (0,02…0,04) Мд. мах – для грузовых; (0,004…0,009) Мд. мах – для легковых автомобилей или определяется по таблице 1; сдет – теплоемкость нажимного (промежуточного) диска – (520…540) Дж/кг град.

Допустимый нагрев нажимного диска за одно включение (10…15)˚С.

Таблица 2.1. – Масса нажимного диска сцепления

для легковых автомобилей

Мд.мах, Нм

80

100

110

135

150

220

300

mдет.,  кг

2,3…2,5

2,2…2,6

2,4…2,8

2,6…3,0

3,2…4,0

3,6…4,5

6…8

для грузовых автомобилей

Мд.мах, Нм

280

350

450

500

700

900

1400…

1600

mдет., кг

7,0…8,5

10…10,5

13…14

15…17,5

22…25

26…30

36…39

2.1.3. Расчет привода управления сцеплением

Общее передаточное число привода сцепления определяется из условия, что усилие на педали при отсутствии усилителя не должно превышать для грузовых автомобилей 250 Н, для легковых автомобилей 150 Н. Полный ход педали при этом должен составлять 120…190 мм, включая свободный ход педали (приложение 1). Для существующих конструкций общее передаточное число привода сцепления равно (25…50).

Общее передаточное число механического привода сцепления (рис. 2.1.):

Uпм = U1U2 =                                                                                                        (1.9)

Общее передаточное число гидравлического привода сцепления:

,                                                                                                           (1.10)

где  – передаточное число педального привода; – передаточное число рычагов выключения сцепления (приложение 1). Величины U1 и U2 (соответственно значения а, в, с, d, е, f) принимаются конструктивно или по прототипу. d1 и d2 – диаметр гидроцилиндра главного и рабочего (приложение 1).

На основе проведенных расчетов выполнить схему привода сцепления с учетом прототипа.

а)

Рпед

с

d

b

a

e

f

Рпед

а

b

c

d

е

f

dr1

dr2

б)

Рисунок 2.1. - Схемы приводов сцеплений:

а - механического; б - гидравлического.


Задание 2.2

Определение основных параметров коробок передач

2.2. Определение основных параметров коробок передач

После выбора схемы коробки передач, числа ступеней и передаточных чисел приступают к ее конструированию: определяют межосевое расстояние, модуль зубчатой передачи, ширину венцов, угол наклона зубьев. Характеристика коробок передач дана в приложении 2.

2.2.1. Определение межосевого расстояния и параметров зубчатого зацепления

Для трехвальных коробок передач (рис. 2.2.) межосевое расстояние определяют по формуле:

,                                                                                                                    (2.0)

Рисунок 2.2. – Схема сил, действующих в трехвальной коробке передач

Рпз

Рхпз

Rпз

Е

А

Ri

Рхi

Рi

F

С

В

rпз

Rпз

Рхпз

С

Ведущий вал

Рп.з

Промежуточный

вал

Рхi

ri

Ri

Рi

D

Ведомый вал

F

Е

Z3

Z2

Z4

Z1

D

С

В

А

где Mд. max – максимальный крутящий момент двигателя, Нм; а – коэффициент, который принимают: для грузовых автомобилей, a=(17…21,5), для легковых автомобилей,                        а = (14,5…16).

Кроме того, это расстояние связано с числом зубьев, модулем и наклоном зубьев: ,                                                                                                               (2.1)

где mn – нормальный модуль; z1+z2 = z3+z4 – сумма чисел зубьев пар, находящихся в зацеплении; β – угол наклона зубьев, при включении первой передачи, когда модули обоих зубчатых значений равны. Принимаем z1 = z3, z2 = z4 и тогда при получаем ,                                                                                                                             (2.2.)

Нормальный модуль выбирают из ГОСТированного размерного ряда (см. приложение 6). Его значение зависит от передаваемого крутящего момента (таблица 2):

Таблица 2.2. – Рекомендуемые модули зубчатых передач

Мд max , Нм

100…200

201…400

401…600

601…800

801…1000

mn, мм

2,25…2,5

2,6…4,25

3,76…4,25

4,26…4,5

4,6…6,0

Модуль на разных передачах может быть разным, на низших передачах модуль имеет более высокое значение.

Угол наклона зубьев β = (25…40°) для легковых автомобилей и

β = (20…25°) для грузовых автомобилей.

По межосевому расстоянию, определяемому по формуле (2.0) (уточненное значение Ао следует выбрать по приложению 7) и модулю определяют сумму чисел зубьев пары из уравнения (2.1)

,                                                                                                      (2.2.1.)

Решая совместно систему из уравнений (2.2.) и (2.2.1.) находим числа зубьев z1 и z2.

Как правило, в трехвальных коробках передач грузовых автомобилей (zl+z2) = 70 ± 15. Диаметр шестерни первой передачи, расположенной на промежуточном валу, выбирают минимальный. Минимальное число зубьев z1 и z3 составляет (12…17), при этом предпочтительнее нечетное число суммы зубьев. При выборе z1 и z3 с учетом типа зацепления следует использовать и приложение 8.

Ширина венца зубчатого колеса зависит от передаваемого момента и от расстояния между осями валов. Приближенно ширину зубчатого

колеса (мм) можно определить по соотношениям:

b ≈ (5…8) mn,                                                                                                                          (2.3)

b ≈ (0,18…0,24) A0.                                                                                                                (2.4)

В трехвальных коробках передач осевые силы могут уравновешиваться на промежуточном валу на всех передачах, кроме первой и заднего хода, если они имеют прямозубые шестерни.

2.2. Расчет валов коробки передач

Наибольший диаметр (см) первичного вала трехвальной коробки передач определяется из соотношения:

,                                                                                                                       (2.5)

где Mдmax – максимальный крутящий момент двигателя (на входе в коробку передач), Н·м.

Кроме того, наибольший диаметр (мм) ведущего и промежуточного валов и их длина связаны соотношением:

,                                                                                                          (2.6)

где lпв – длина вала, мм.

Диаметр (мм) ведомого и промежуточного валов предварительно можно определить из соотношения: .                                                                                                            (2.7)

Длину (мм) ведомого вала рекомендуется определить по соотношению

lв = dв/(0,18…0,21).                                                                                                                (2.8)

2.3. Расчет подшипники коробок передач.

В трехвальных коробках передач грузовых автомобилей применяют шарико- и роликоподшипники легкой и средней серий. При эскизном проектировании размеры (мм) подшипников можно выбирать в зависимости от межосевого расстояния A0 в соответствии со следующими соотношениями:

задние подшипники первичного и вторичного валов

передний и задний подшипники промежуточного вала

Более точный выбор подшипников производится по динамической грузоподъемности в соответствии с ГОСТ 18865-82 по каталогу.

2.4. Расчет сил, действующих на зубчатые колеса.

В зубчатом зацеплении силы достигают наибольших значений при передаче максимального крутящего момента (при включении первой передачи) на шестерне z1 (при двухвальной коробке передач), на шестернях z1 и z3 (при трехвальной коробке передач).

Определим силы на зубьях шестерни z1 (рисунок 2):

окружную ;                                                                                                     (2.9)

осевую (при косозубых колесах) ;                                                        (2.10)

радиальную ;                                                                                            (2.11)

нормальную .                                                                                    (2.12)

Здесь αω – угол профиля зубьев, αω =200; β – угол наклона зубьев;

- радиус делительной окружности шестерни ведущего вала.

Определим силы на зубьях шестерни z3 трехвальной коробки передач при включении i-й, например, первой передачи:

окружную ;                                                                                       (2.13)

Здесь Ui =UI –передаточное число первой передачи; rωi – радиус делительной окружности шестерни z3 промежуточного вала:

;                                                                                                                 (2.14)

осевую (при косозубых колесах) ;                                                                (2.15)

радиальную ;                                                                                                  (2.16)

нормальную .                                                                                      (2.17)

2.5. Расчет валов коробки передач на прочность.

В двухвальных коробках передач следует вести расчет ведомого и ведущего валов. В трехвальных коробках передач определяют напряжения сначала в ведомом, затем промежуточном и ведущем валах. Пользуясь схемой (которую необходимо изобразить для конкретного случая), определяют силы, действующие на зубчатые колеса на всех передачах, по формулам, приведенным выше. Затем для каждой передачи находят реакции опорах. После этого строят эпюры моментов и определяют наибольшие значения изгибающих Мх, Му и крутящего Мкр моментов.

2.5.1. Расчет ведомого вала трехвальной КПП и ведущего вала двухвальной КПП

Принимаем с =в = (5…8)mn,,

определим d =lв – с.                                                                                                                        (2.18)

Проводим расчет реакций в опорах С и D ,                                                      (2.19)

,                                                                                                                               (2.20)

,                                                                                                                               (2.21)

,                                                                                                                               (2.22)

.                                                                                                                  (2.23)

Определим действующие на вал изгибающие и крутящий моменты:

,                                                                                                                           (2.24)

.                                                                                                                    (2.25)

                                                                                                                        (2.25 а)

Определим напряжение в сечении под зубчатым колесом:

,                                                                                        (2.26)

Допустимое напряжение

= (300…400) МПа для материалов.

а)

С

Pi

Ri

D

с=в

d

Mx

Mу

б)

в)

Мк р. ведом

г)

Рисунок 2.3. - Расчетная схема ведомого вала коробки перемены передач и эпюры изгибающих моментов Мх и Му, крутящего момента Мкр.

2.5.2. Расчет промежуточного вала трехвальной КПП, вторичного вала двухвальной КПП

Определим е ≈ в;  f  2e ≈ 2в

Определим реакции в опорах E и F ,                                       (2.27)

,                                (2.28)

,                                 (2.29)

                             (2.30)

Определим изгибающие и крутящий моменты:

,                                                         (2.31)

,                                                           (2.32)

,                                                            (2.33)

,                                                                                                                                      (2.34)

,                                                                                                                         (2.35)

Определим напряжения:

, МПа                                                                                               (2.37)

Осевые реакции в зацеплениях составляют:

,                                                                                                                           (2.38)

,                                                                                                                                   (2.39)

,                                                                                                     (2.36)

Е

Рпз

Рхпз

Rпз

Pхi

F

Ri

Pi

Rп з е

Rif

Pi f

MX

MУ

е≈в

f≈

lпв

Рп з е

а)

б)

в)

г)

Рисунок 2.4. - Расчетная схема промежуточного вала коробки перемены передач и эпюры изгибающих моментов Му и Мх, крутящего момента Мкр.

При этом следует стремиться к выполнению условия , или

.                                  (2.40)

Шлицованный вал рассчитывают по внутреннему диаметру. Результирующее напряжение не должно превышать

2.6. Расчет валов коробки передач на жесткость

Ведомый вал трехвальной коробки передач следует рассчитать на жесткость по величине прогиба вала под шестерней в вертикальной плоскости ув, в горизонтальной плоскости уг, а также по суммарному прогибу при передаче максимального крутящего момента Мд мах (рис 2.3.). При этом пренебрегаем податливостью опор.

Прогиб вала под шестерней ведомого вала в вертикальной плоскости:

                 (2.41)

Е = (2÷2,2)105, МПа – модуль упругости стали:

.                                                                                                      (2.42)

Прогиб вала в горизонтальной плоскости:

                                                                                              (2.43)

Суммарный прогиб вала:

, ≤ 0,1 мм.                                                                                              (2.44)

Экваториальный момент инерции сечения ведомого вала:

                                                                                                                            (2.45)

Для ведомого вала трехвальной коробки передач определим угол перекоса шестерни относительно вертикальной θв и горизонтальной θг осей при передаче максимального крутящего момента Мд.мах.

Угол перекоса шестерни ведомого вала относительно горизонтальной оси:

                   (2.46)

Угол перекоса шестерни относительно вертикальной оси:

.                                                                                          (2.47)

Допустимый угол перекоса шестерни [θ] ≤ 0,002 рад≈0,1º.

2.7. Определение динамической грузоподъемности и долговечности подшипников

Динамическая грузоподъемность подшипника

,                                                                                                                        (2.48)

где Pэ – эквивалентная динамическая нагрузка, Н; P – показатель степени (шариковые подшипники Р = 3, роликовые Р = 3,33); L – долговечность подшипника, час.

Эквивалентная динамическая нагрузка на подшипник определяется для условий работы на каждой передаче.

Для радиальных подшипников

,                                                                                                (2.49)

Для радиально-упорных подшипников

,                                                                                                   (2.50)

где R, Рх – соответственно радиальная и осевая нагрузки. Для промежуточного вала осевые реакции в подшипниках равны нулю за счет косозубых зацеплений. Х, У – коэффициенты радиальной и осевой нагрузок в приложении 3. V – коэффициент вращения: при вращении  внутреннего кольца V  = 1, наружного V = 1,2. Кб – коэффициент безопасности (Кб = 1); Кt – коэффициент температуры (Кt = 1,1 при 150ºС).

Радиальные нагрузки промежуточного вала определяются на основании формул (2.27)…(2.30) для опор E и F.

Для подшипника ведомого вала осевая нагрузка в опоре D (2.22) , радиальная нагрузка - в соответствии (2.18, 2.20):

,                                                                                                         (2.51)

Радиальная нагрузка на опоры промежуточного вала:

,                                                                                                         (2.52)

,                                                                                                         (2.53)

Осевая нагрузка .                                                                                           (2.54)

Долговечность подшипника (час) .                                                               (2.55)

где S – ресурс (по пробегу в тыс. км) коробки передач до капитального ремонта; Vа ср – средняя техническая скорость автомобиля;

.                                                                                                                   (2.56)

Значения ресурсов коробок передач до капитального ремонта (тыс. км):

легковые автомобили: особо малого класса – (100…125);

малого класса – (125…150); среднего класса – (200…250); грузовые автомобили и

автобусы – (250…500).

По известному значению динамической грузоподъемности (2.48) выбирают подшипники по каталогу.

Задание 2.3

Определение основных параметров главной передачи

2.3.1. Коническая главная передача

Из всех типов конических главных передач наиболее распространена передача со спиральным, в большинстве случаев круговым зубом, выполненным по дуге окружности. Характеристика главных передач дана в приложении 2.

Передаточное число конической передачи (рис. 2.5.а).

,                                                                                                                (3.1)

где z1 – число зубьев шестерни; z2-число зубьев колеса; Dω- начальный диаметр колеса;dω- начальный диаметр шестерни.

Рисунок 2.5. - Схема главной передачи: а - конической; б – гипоидной; Е – эксцентриситет гипоидной передачи (приложение 5)

Минимальное число зубьев шестерни может быть доведено до z1=(5…6). Применяемый в этих передачах угол наклона зубьев шестерни и колеса равны и находятся в пределах =  = (30…40º). Для улучшения приработки зубьев число зубьев шестерни и колеса не кратно, поэтому передаточное число всех типов главных передач выражается не целым числом.

2.3.2. Гипоидная главная передача

Передаточное число гипоидной передачи (рис. 2.5.б):

,                                                                                          (3.2)

где . Обычно , большие значения - для главных передач легковых автомобилей, меньшие – для грузовых.  .

Передаточные числа одинарных конических и гипоидных передач обычно выбирают: для легковых автомобилей Uгп = (3,5…4,5); для грузовых автомобилей и автобусов Uгп = (5…7).

Если Uгп >7, применяют двойные главные передачи. При известном значении передаточного числа главной передачи определяют число зубьев колеса, пользуясь формулами (3.1) и (3.2).

2.3.3. Двойная центральная главная передача

Передаточное число двойной главной передачи

,                                                                                                       (3.3)

где передаточное число конической пары; передаточное число цилиндрической пары.

Из выражения (3.3) определяют число зубьев конического и цилиндрического зубчатых колес. Коническое колесо смонтировано на одном валу с косозубой цилиндрической шестерней.

Для уравновешивания осевых сил необходимо, чтобы угол наклона зуба цилиндрической шестерни удовлетворял условию

,                                                            (3.4)

где угол наклона зуба цилиндрической шестерни; угол наклона спирали конической шестерни; - радиус начальной окружности цилиндрической шестерни; - радиус начальной окружности конической шестерни; угол зацепления зубьев цилиндрической передачи; половина угла конуса конической шестерни.

2.3.4. Разнесенная главная передача

Она включает в себя центральный редуктор в виде конической или гипоидной передачи с небольшим передаточным числом (Uгп = 2…3) и два редуктора, размещенные в колесах автомобиля или по бортам. В качестве колесного редуктора, как правило, применяется однорядный планетарный редуктор. В редукторе с неподвижным водилом и цилиндрическим колесом, установленным на ступице колеса, передаточное число:

,                                                                                                                            (3.5)

где zэ и zc- числа зубьев эпициклического и солнечного зубчатых колес.

Планетарная колесная передача с неподвижным эпициклическим зубчатым колесом (МАЗ-5336, ЛиАЗ) и водилом, связанным со ступицей колеса, имеет передаточное число

,                                                                                                                         (3.6)

2.3.5. Расчет валов и подшипников главной передачи

Валы главной передачи рассчитывают на прочность и жесткость под действием максимально возможного крутящего момента.

Для этого определяют силы, действующие в зацеплении конической пары (изобразив предварительно схему).

2.3.5.1. Силы в зацеплении конической пары

2.3.5.1.1. Шестерня. Окружная сила (рис. 2.6.)

,                                                                                                                  (3.7)

где r0 - средний радиус, r0 = rн+0,5b sin δ; rн - радиус основания начального конуса; b - ширина шестерни; δ - половина угла начального конуса.

Осевая сила ,                                                             (3.8)

где «-» - при одноименных направлениях вращения и спирали; «+» - при разноименных.

Радиальная сила .                                                       (3.9)

Положительным направлением принимается: «+» - к основанию конуса,

«-» - к оси вала.

rd

dв

l

ro

в)

Рисунок 2.6. - Схема для определения нагрузок на коническую шестерню главной передачи: а- консольная установка; б- установка с дополнительной опорой; в – начальный конус ведущей шестерни.

2.3.5.1.2. Зубчатое колесо.

Окружная сила           Р2 = Р1.

Осевая сила               РХ2 =РR1.

Радиальная сила            РR2 = PХ1. 

2.3.5.2. Силы в зацеплении гипоидной пары

2.3.5.2.1. Шестерня (рис. 2.6. и 2.7.)

Силы определяются по формулам (3.7), (3.8), (3.9) (с учетом β).

2.3.5.2.2. Колесо

Окружная сила ,                                                                                       (3.10)

Осевая сила ,                                                 (3.11)

Радиальная сила .                                       (3.12)

Рисунок 2.7. - Схема сил, действующих на зубья гипоидной пары

После определения реакций опор, шестерни зубчатого колеса проверяют на прочность, валы главной передачи - на прочность и жесткость по формулам (2.41), (2.43) и (2.44).

Долговечность подшипников можно определить по методике, изложенной в пункте 2.2.7.

2.3.5.3. Определение реакции опор

  1. При консольном расположении ведущей шестерни (рисунок 2.6.а)

;                                                                                     (3.13)

.                                                                                       (3.14)

  1. При расположении ведущей шестерни с дополнительной опорой

;                                                                                      (3.15)

.                                                                                   (3.16)

Напряжения на зубьях шестерен:

1. Напряжение изгиба ,                                                                             (3.17)

- коэффициент формы зуба, l - длина образующей

конуса (рисунок 6, в), tm – нормальный торцевой модуль.

Допустимые напряжения зависят от ряда факторов (материала, термической обработки и др.) и находятся в пределах 700…900 МПа, большие значения относятся к гипоидным шестерням.

  1. Контактные напряжения:

,                                                                  (3.18)

где ;                                                                                                               (3.19)

.                                                                                                         (3.20)

Допустимы напряжения до 1000 МПа.

Применяемые материалы шестерен: 20ХН3А, (МАЗ); 20ХНМ (ГАЗ); 30ХГС (ЗИЛ).

2.3.5.4. Расчет ведущего вала главной передачи на жесткость

Ведущий вал главной передачи автомобиля рассчитать на жесткость по величине прогиба в вертикальной плоскости ув, горизонтальной плоскости уг и по углу поворота  сечения II (рис. 2.6.в) при передаче максимального крутящего момента Мд.мах. В приложении 5 приведены параметры главных передач некоторых моделей отечественных автомобилей.

Расчетная схема (рис. 2.6.а):

;                                                                              (3.21)

;                                                                                                              (3.22)

.                                                                                     (3.23)

Расчетная схема (рис. 2.6.б):

;                                                                         (3.24)

;                                                                                                          (3.25)

.                                                                         (3.26)

- экваториальный момент инерции сечения сплошного вала.


Задание 2.4

Дифференциалы

2.4.1. Конический дифференциал

Для конического дифференциала (рис. 2.8.) внутреннее передаточное число, т.е. кинематический параметр

,                                                                                                                          (4.1)

где z1 и z2 – число зубьев полуосевых шестерен; знак «-» указывает на вращение выходящих валов в разные стороны при остановленном водиле (в корпусе дифференциала).

Кинематические соотношения в дифференциале:

для симметричного                                                                                              (4.2)

для несимметричного                                                                                (4.3)

Здесь - кинематический параметр.

Число зубьев сателлитов и полуосевых шестерен может быть четным и нечетным, но для обеспечения сборки должно выполняться условие ,                                                (4.4)

где zш – число зубьев полуосевой шестерни; n – число сателлитов;

k – целое число.

ω1

ω2

ωд

Z1

Z2

М1

М2

а)

б)

Z1

Z2

Рисунок 2.8. - Схемы конических дифференциалов: а – симметричного, б - несимметричного

Силовые соотношения в дифференциале без учета потерь

М1 = М2 = 0,5 Мд (для симметричных дифференциалов).

Моменты на полуосях: .                                                                           (4.5)

Моменты на забегающей полуоси: .                                          (4.6)

Моменты на отстающей полуоси: Мот .= 0,5(Мд + Мтр).                                                    (4.7)

Здесь Мтр – момент трения в зацеплениях дифференциала.

С достаточным приближением можно считать, что коэффициент блокировки для конического симметричного дифференциала равен единице:

,                                                                                                                     (4.8)

к = 1 при прямолинейном движении; к = , если Мзаб = 0.

Недостаток симметрического дифференциала – снижение проходимости автомобиля, если одно колесо находится в условиях малого сцепления.

Необходимый коэффициент блокировки для заданных условий:

.                                                                                                                 (4.9)

где , - коэффициенты сцепления колес автомобиля, находящихся в худших и в лучших условиях сцепления с дорогой соответственно;

f – коэффициент сопротивления качению, если f = 0, то кблок = 4…5.

В коническом дифференциале определяют нагрузки на зубья сателлитов, полуосевых шестерен, крестовину и нагрузки со стороны сателлитов на корпус дифференциала.

Окружная сила, действующая на один сателлит (рис. 2.9.):

,                                                                                                          (4.10)

где r1 – радиус приложения; nc – число сателлитов.

Напряжения изгиба зубьев могут быть определены по ГОСТ 21354-87. Для сателлита и полуосевых шестерен = (500…800) МПа. Для изготовления зубчатых колес дифференциала используются обычно такие же материалы, что и для главной передачи (цементирование стали марок 18ХГТ, 25ХГТ). Число зубьев сателлитов равно 10…14, а полуосевых шестерен 14…22 с передаточным числом 1,4…2,0.

Шип крестовины под сателлитом испытывает:

Рисунок 2.9. - Схема сателлита

  1. напряжение смятия                   (4.11)

где d –диаметр шипа крестовины, l1- длина посадочного места сателлита, МПа напряжение среза

                                                                (4.12)

=(100…120) МПа,

3) напряжение смятия в месте крепления в корпусе дифференциала под действием окружной силы

,                                                                                                                       (4.13)

где r2 - радиус приложения.

МПа                                                                                                                  (4.14)

где l2 - длина крестовины в корпусе дифференциала. [] = (50…60).

Давление торца сателлита на корпус дифференциала (рисунок 9) определяется напряжением смятия

,                                                                                             (4.15)

где - опорная поверхность сателлита; - угол зацепления, = 30…40° - половина угла конуса сателлита, МПа.

2.4.2. Самоблокирующиеся дифференциалы

2.4.2.1.Конический дифференциал с дисками трения

Сила, сжимающая фрикционные диски (без учета осевой силы от конического сателлита)

,                                                                                                          (4.16)

где β - половина угла, образуемого наклонными плоскостями шипа крестовины; Р - окружная сила, приложенная к концам шипов крестовины на радиусе R; Мд – крутящий момент на корпусе дифференциала.

Момент трения  ,                                                                                  (4.17)

где rср - средний радиус фрикционных дисков; μ - коэффициент трения;

z – число пар трения.

Коэффициент блокировки ,                                                                   (4.18)

Коэффициент блокировки постоянный, обычно Кб ≤ 4

2.4.2.2. Кулачковый дифференциал

Коэффициент блокировки

,                                                                    (4.19)

где r1 и r2 – радиусы забегающей и отстающей звездочек; β1 и β2- углы давления забегающей звездочек; ρ - угол трения.

В кулачковых дифференциалах Кб = 4…5.


Список литературы

1. Акимов А.П. Справочное пособие по автотранспорту. Чебоксары, 1998.–93 с.

2. Акимов А.П. Методическое пособие по курсовому проекту для студентов специальности 150200 «Автомобили и автомобильное хозяйство». Чебоксары, 2001,-69 с.

3. Анохин В.И. Отечественные автомобили. М.: Машиностроение, 1977.-707 с.

4. Анурьев В.И. Справочник конструктора – машиностроителя. в 3 томах. Т. 3,6-е изд., перераб. и доп. – М.: Машиностроение, 2003,-557 с.

5. «Автомобиль. Основы конструкции». Учебник 2 –е изд. Вишнякова Н.Н., Вахламова В.К., Нарбут А.Н., Шлипе И.С., Островцева А.Н. М.: Машиностроение, 1986.-304 с.

6. Высоцкий М.С. и др. Грузовые автомобили. Проектирование и основы конструирования. М.: Машиностроение, 1995. -256 с.

7. Краткий автомобильный справочник. НИИАТ. М.: Трансконсалтинг, 1994.570 с.

8. Конструирование и расчет автомобиля.// под ред. Лукина П.Н., Гаспарянца Г.А., Родионова В.Ф. - М.: Машиностроение, 1984.-472 с.

9. Осепчугов В.В., Фрумкин А.К. Автомобиль: Анализ конструкций и элементы расчета. Учебник. М.: Машиностроение, 1989.-304 с.

10. Осипов В.И., Архипов А.И. Тормозные системы. М.: МАДИ, 1993.-20 с.

11. Осипов В. И. и др. Методические указания к курсовому проекту. под ред. Осипова В.И. М.: МАДИ.1989.-52 с.

12. Осипов В.И., Архипов А.И. Трансмиссия М.: МАДИ, 1992.-32 с.

13. Нарбут А.Н., Квасновская Н.П. Методические указания к практическим занятиям по рабочим процессам механизмов и систем автомобиля. М.: МАДИ, 2003.-40 с.

14. Нарбут А.Н., Квасновская Н.П. Методические указания к курсовому проекту по автомобилям. М.: МАДИ, 2005.-47 с.

15. Курсовое проектирование по деталям машин. 2 –е изд. перераб. и доп. под ред. Чернавского С.А. – М.: Машиностроение, 1988.–416 с.

16. Вахламов В.К. Автомобили. Конструкция и элементы расчета. 2-е издание, стереотипное. М.: Академия, 2008.-480с.

17. Вахламов В.К. Конструкция, расчет и эксплуатационные свойства автомобилей. М.: Академия, 2007.-560с.

18. Сокол Н.А., Попов С.И. Основы конструкции и расчета автомобиля. Ростов-на-Дону.: Феникс, 2006.-302с.

19. Акимов А.П., Медведев В.И., Ильин В.В. Колесный движитель с кантующим устройством. Сборник статей Кировской ГСХА.

20. Медведев В.И., Акимов А.П., Ильин В.В., Батманов В.Н. Колесом с «кантующимся» центром вращения с реактивным тормозным устройством. №2007||7975/|| бюллетень ФИПС №33.

21. Иванов А.Н. Основы конструкции автомобиля. М.: «За рулем», 2005.-336с.


Приложение 1

Характеристики приводов сцеплений

Автомобиль

Диаметр гидроцилиндра, мм

Ход педали, мм

Главного d1

Рабочего d2

Усилителя

Полный

Свободный

ЗАЗ – 968М

19,0

22,0

-

150

38

ВАЗ - 2105

19,0

19,0

-

140

30

ГАЗ - 3102

22,2

25,1

-

145

28

ГАЗ - 53

22,0

22,0

-

190

45

«Магирус - 290»

23,52

34,42

-

185

50

КамАЗ - 5320

28,0

28,0

90

190

42

КАЗ - 4540

-

-

149

185

50

МАЗ - 5335

-

-

52

160

43


Приложение 2  

Характеристика автомобилей

Автомобиль

Плная масса

снар. масса кг

 Neмах/nном,

кВт/мин-1

,

Число передач

валов

Передаточные числа передач

Тип и перед.

I

II

III

IV

V

3ад.  ход

число гл.

передачи

1

ВАЗ-2110

1475

1010

165

175/20R-13

54

5600

109

3200

5

2

3,7

1,95

1,35

0,94

0,8

3,53

1 – 3,7

2

ПАЗ –3205

7420

3380

90

240/R508

92

3700

309

3300

4

3

6,55

2,056

3,09

1,71

1,00

7,77

26,17

3

ВАЗ –2108

1325

1325

900

3,636

1,95

1,357

0,941

0,784

3,53

1 – 3,94 или

4,13

4

ВАЗ-2131

1850

1350

135

165/80R14

81

5200

627

3200

3,667

2,1

1,36

1,0

0,818

3,526

2 – 4,1

5

ГАЗ –3102

1850

1450

3,5

2,26

1,45

1,0

3,54

2 – 3,62

6

ГАЗ –53А

8000

3600

6,55

3,09

1,71

1,0

7,77

2 – 6,83

7

ЗИЛ –4331

11725

5500

11,4

8,0

2 – от5,29 до 7,17

8

КамАЗ –5320

15305

7080

3 – 7,22; 6,53; 5,94

9

«Урал –4320»

13325

8025

5,61

2,89

1,64

1,0

0,723

5,31

3 – 7,32

10

КАЗ –4540

12260

6610

5 – 5,286

11

МАЗ –6422

24000

10500

4 – 6,33

12

КрАЗ – 260

21475

11750

5,26

2,90

1,52

1

0,66

5,48

4 – 8,173 или 8,21

13

ЗИЛ -431410

10400

4175

7,44

4,10

2,29

1,47

1,0

7,09

3 – 6,33

14

УАЗ – 3741

2710

1815

100

185/80R15

57

4200

3,78

2,6

1,55

1,0

-

4,12

5 – 4,62

15

ЗИЛ – 133ГЯ

17835

7610

2 – 6,83

16

ВАЗ-21099

970

1395

156

165/70R13

51

4800

118

2800

5

2

3.63

1,95

1,36

0,94

0,78

3.5

1 - 3,7

17

ВАЗ-2110

1010

1475

165

175/70R13

54

5500

109

3400

5

2

3.63

1,95

1,36

0,94

0,78

3.5

1 - 3,7

18

ГАЗ-3110

1850

1450

155

195/60R14

105

5200

206

4000

4

3

3,78

2,12

1,30

1,00

0,8

3,28

2 – 3,9

19

УАЗ-3162

2600

2100

145

225/35R15

75

4000

220

2200

5

2

3,78

2,6

1,55

1,0

0,81

4,12

5 – 4,625 или 4,11

20

ГАЗ-33021-

Газель

2680

1720

110

175/R16

66

4500

173

2500

5

3

6,55

3,93

2,37

1,44

1,0

5,73

2 – 6,17

21

ГАЗ-2705

3500

1920

110

175/R16

63,4

4500

172

2500

5

3

6,55

3,93

2,37

1,44

1,0

5,73

2 – 6,17

22

ЗИЛ-5301-

бычок

6400

3840

110

225/70R16

100

2500

451

1400

5

3

6,55

3,62

2,08

1,38

1,0

5,9

5 – 3,27

23

ГАЗ

         -3507

САЗ

7990

3840

80

240/R508

85

3200

284

2250

4

3

6,55

3,93

2,37

1,44

1,0

5,73

2 – 6,17

24

КАМАЗ –

53212

18450

8200

85

260/508

183

2200

913

1400

10

7,82

4,03

2,5

1,53

1,00

7,38

3 – 5,94

25

КАМАЗ –

552102

15630

8480

80

260/508

155

2400

807

1550

10

7,82

4,03

2,5

1,53

1,00

7,38

3 – 5,94

26

КАМАЗ –

43105

15530

7580

85

260/508

154

2200

807

1550

5

7,82

4,03

2,5

1,53

1,00

7,38

3 – 5,94

27

МАЗ – 5551

16230

7580

85

320/508

132

2100

667

1500

5

5,26

2,9

1,52

1,0

0,66

5,48

4 – 7,14

28

ГАЗ-2217

2650

2090

140

225/R16

70

3800

200

2300

5

6,55

3,93

2,37

1,44

1,)

5,73

2 – 6,17

Примечание. При наличии делителя для каждой передачи приведено два значения передаточного числа:

в числителе – при положении Н делителя, в знаменателе – при положении В делителя.

1 – цилиндрическая; 2 – гипоидная; 3 – двойная центральная (коническая, цилиндрическая);

4 - двойная разнесенная (коническая, планетарная); 5 – коническая.


Приложение 3

Коэффициенты Х и Y для радиальных и радиально – упорных шариковых

подшипников

Угол контакта αº

Однорядные

Двухрядные

Вспомогательный коэффициент е

> е

е

> е

X

Y

X

Y

X

Y

18, 19, 20

24, 25, 26

30

35, 36

40

0,43

0,41

0,39

0,37

0,35

1,00

0,87

0,76

0,66

0,57

1

1

1

1

1

1,09

0,92

0,78

0,66

0,55

0,70

0,67

0,63

0,60

0,57

1,68

1,41

1,24

1,07

0,93

0,57

0,68

0,80

0,95

1,14

Примечание: Для однорядных подшипников при ≤ е принимают Х = 1 и Y = 0.

Приложение 4

Характеристика главных передач

Автомобиль

Тип главной передачи

Передаточное число

ЗАЗ - 968

Одинарная, коническая

4,225

ВАЗ – 2101; 2103

Одинарная, гипоидная

4,3; 4,1

Москвич - 412

Одинарная, гипоидная

4,22

ГАЗ – 24

Одинарная, гипоидная

4,1

УАЗ - 469

Одинарная, коническая

5,38

ГАЗ – 53А

Одинарная, гипоидная

6,83

ЗИЛ - 130

Двойная, центральная

6,32

ЗИЛ - 131

Двойная, центральная

7,339

КамАЗ - 5320

Двойная, центральная

7,22

КрАЗ - 257

Двойная, центральная

8,21

МАЗ – 500А

Двойная раздельная

7,73 (2,667 и 2,9)

ЛАЗ - 699

Двойная раздельная

7,52 (1,93 и 3,9)

ЛиАЗ - 677

Двойная раздельная

8,64 (2,36 и 3,66)

Приложение 5

Параметры главных передач некоторых моделей отечественных автомобилей

Автомобиль

Мемах

iкI

Параметры шестерен

Схема

Z

ms,

мм

rd,

мм

l,

мм

Направл.спирали

Е,

мм

№  рис.

а

в

dв

а

ЗИЛ- 130

410

7,44

13

9,0

2728/

35

20

58,5

40

лев.

-

6,а

133

39

58

25

9,0

6232/

35

20

112,5

40

прав.

-

б

МАЗ- 500

670

6,17

12

11,0

2033/

3650/

20

66

50

лев.

-

6,б

77

31

58

32

11,0

6926/

3650/

20

176

50

прав.

-

в

ГАЗ- 24

192

3,5

10

5,439

1523/

4828/

1815/

36,9

37,3

лев.

42

6,а

92

31

47

41

5,439

7337/

2451/

1815/

111,5

34

прав.

42

г

ГАЗ– 53А

290

6,48

6

6,83

1034/

468/

2230/

30,25

44,7

лев.

32

6,б

65

42

44

41

6,83

7946/

3403/

2230/

170,2

43

прав.

32

Примечание: 1; 2 – углы спирали;  - угол зацепления

Приложение 6 – Выбор варианта для выполнения курсового проекта

№ варианта

Модель

прототипа

автомобиля

Масса, m, кг

Vmax,км/ч

Коэффициент,

Ψ

nдmax, мин-1

nдmin, мин-1

№ варианта

Модель

прототипа

автомобиля

Масса, m, кг

Vmax,км/ч

Коэффициент,

Ψ

nдmax, мин-1

nдmin, мин-1

1.

ГАЗ-33021

3500

110

0,03

5000

4500

51.

ГАЗ-33021

3400

105

0,02

4860

4400

2.

ВАЗ-2110

1475

165

0,02

6100

5600

52.

ВАЗ-2110

1375

160

0,02

6000

5580

3.

МАЗ-5551

16230

83

0,04

2600

2100

53.

ВАЗ-2131

14300

78

0,03

2520

2040

4.

ВАЗ-2131

1465

150

0,02

6000

5400

54.

АЗЛК- 21412

1350

145

0,02

5940

5340

5.

КамАЗ-53212

18425

85

0,04

3100

2600

55.

КамАЗ-53212

16500

80

0,03

3060

2580

6.

КрАЗ- 260

21475

80

0,04

3300

2400

56.

КрАЗ- 260

19000

85

0,04

3200

2500

7.

ЗиЛ-5301

6400

110

0,03

2600

2200

57.

ЗиЛ-5301

6000

105

0,02

2580

2100

8.

ГАЗ-3110

1850

144

0,02

5640

5160

58.

ГАЗ-3110

1800

126

0,02

5580

5100

9.

ГАЗ-САЗ-

        3507

7990

80

0,04

3600

3200

59.

ГАЗ-САЗ-

        3507

7800

75

0,03

3540

3180

10.

ВАЗ-2131

1850

126

0,02

5700

5100

60.

ВАЗ-2131

1750

108

0,02

5640

5040

11.

ПАЗ-3205

7420

90

0,03

3600

3200

61.

ПАЗ-3205

7300

85

0,02

3480

3180

12.

УАЗ-3153

2600

108

0,03

4500

3960

62.

УАЗ-3153

2500

90

0,02

4440

3900

13

ГАЗ-2705

3500

108

0,03

5640

5160

63.

ГАЗ-2705

3400

90

0,02

5580

5100

14.

ВАЗ-21099

1127

148

0,02

6200

5500

64.

ВАЗ-21099

1050

143

0,02

6120

5460

15.

КамАЗ-55102

15630

80

0,05

3100

2600

65.

КамАЗ-55102

13500

75

0,04

2940

2520

16.

УАЗ-3141

2100

115

0,03

4200

3900

66.

УАЗ-3741

2100

110

0,02

4200

3900

17.

ЗиЛ-431410

10605

90

0,04

3600

3200

67.

ЗиЛ-431410

8700

85

0,03

3470

3180

18.

УАЗ-3162

2800

144

0,03

4560

4020

68.

УАЗ-3162

2700

126

0,02

4500

3960

19.

ГАЗ-2217

11630

85

0,03

3600

3200

69.

ГАЗ-2217

10200

80

0,02

3540

3180

20.

УАЗ-3153

2500

95

0,04

4400

4050

70.

УАЗ-3153

2550

90

0,03

5760

5280

21.

КамАЗ-43105

15530

85

0,05

3000

2600

71.

КамАЗ-43105

13600

80

0,04

2880

2580

22.

ВАЗ-21099

1395

156

0,02

5600

4800

72.

ВАЗ-21099

1260

151

0,02

5520

4740

23.

ГАЗ-2217

2650

140

0,03

4500

3800

73.

ГАЗ-2217

2520

135

0,02

4440

3780

24.

УАЗ-3741

2680

100

0,04

4400

4000

74.

УАЗ-3741

2490

95

0,03

4380

3960

25.

ГАЗ-3507

6289

90

0,03

4000

3500

75.

ГАЗ САЗ-3507

6150

85

0,02

3500

3100

26.

ГАЗ-33021

3600

115

0,04

5100

4600

76.

ГАЗ-33021

3500

115

0,02

4860

4400

27.

ВАЗ-2110

1580

180

0,03

6200

5700

77.

ВАЗ-2110

1475

180

0,02

6000

5580

28.

МАЗ-5551

18200

90

0,05

2600

2200

78.

МАЗ-5551

16230

90

0,03

2520

2040

29.

ВАЗ-2199

1500

160

0,03

6100

5500

79.

ВАЗ-21099

1465

160

0,02

5940

5340

30.

КамАЗ-53212

19500

90

0,05

3200

2700

80.

КамАЗ-53212

18425

90

0,03

3060

2580

31.

ЗИЛ-4331

11700

90

0,04

3300

2400

81.

ЗИ- 133ГЯ

17800

85

0,03

3800

2600

32.

ЗиЛ-5301

7000

115

0,04

2700

2300

82.

ЗиЛ-5301

6400

115

0,02

2580

2100

33.

ГАЗ-3110

1900

162

0,03

5700

5220

83.

ГАЗ-3110

1850

162

0,02

5580

5100

34.

ГАЗ-САЗ-

        3507

8200

85

0,05

3700

3300

84.

ГАЗ-САЗ-

        3507

7990

85

0,03

3540

3180

35.

ВАЗ-2131

1950

144

0,03

5760

5160

85.

ВАЗ-2131

1850

144

0,02

5640

5040

36.

ПАЗ-3205

7800

95

0,04

3700

3300

86.

ПАЗ-3205

7420

95

0,02

3480

3180

37.

УАЗ-3153

2700

126

0,04

4560

4020

87.

УАЗ-3153

2600

126

0,02

4440

3900

38.

ГАЗ-2705

3510

126

0,04

5700

5220

88.

ГАЗ-2705

3500

126

0,02

5580

5100

39.

ВАЗ-2131

1300

160

0,03

6300

5600

89.

ВАЗ-21099

1127

160

0,02

6120

5460

40.

КамАЗ-55102

17500

85

0,06

3200

2700

90

КамАЗ-55102

15630

85

0,04

2940

2520

41.

УАЗ-3141

2700

120

0,04

4300

4000

91.

УАЗ-3741

2600

120

0,02

4400

4100

42.

ЗиЛ-431410

12000

95

0,05

3700

3300

92.

ЗиЛ-431410

10605

95

0,03

3420

3180

43.

УАЗ-3162

2900

162

0,04

4620

4080

93.

УАЗ-3162

2800

126

0,02

4500

3960

44.

ЛАЗ-695Н

12500

90

0,04

3700

3300

94.

ГАЗ-2217

11630

90

0,02

3540

3180

45.

УАЗ-3153

2600

100

0,05

4350

3900

95.

УАЗ-31153

2700

100

0,03

4380

3550

46.

КамАЗ-43105

17200

90

0,06

3100

2700

96.

КамАЗ-43105

15530

90

0,04

2880

2580

47.

ВАЗ-21099

1550

170

0,03

5700

4900

97.

ВАЗ-21099

1395

170

0,02

5520

4740

48.

ГАЗ-2217

2800

150

0,04

4600

3900

98.

ГАЗ-2217

2650

150

0,02

4440

3780

49.

УАЗ-3741

2900

105

0,05

4500

4100

99.

УАЗ-3741

2680

105

0,03

4380

3960

50.

ГАЗ САЗ-3507

6600

95

0,04

3800

3400

100

ГАЗ САЗ-3507

6289

95

0,02

3400

3000

Приложение 7 - Исходные данные для выполнения курсового проекта

Автомобиль /модель/

Марка автомобиля

Тип кузова

Двигатель

Число и расположение цилиндров/система питания

Литраж, см3 /л/

Мощность эффективная Nе, кВт

Частота вращения коленчатого вала, п, мин-1

Крутящий момент двигателя, Ме, Нм

Частота вращения коленчатого вала, п, мин-1

Максимальная частота вращения nmax, мин-

Номинальная частота вращения  коленчатого вала, nн, мин-1

Габариты:

длина автомобиля, мм

ширина автомобиля, мм

высота автомобиля, мм

база автомобиля, мм

Колея:

передних колес, мм

задних колес, мм

Масса:

снаряженная, кг

полная, кг

груза, кг

количество пассажиров

прицепа, кг

Колесная формула

Число передач

Скорость движения автомобиля, км/ч

Расход топлива, л/100 км

Шины

Передаточные числа:

на I передаче

на II передаче

на III передаче

на IV передаче

на V передаче

на прямой передаче

главной передачи

Приведенный коэффициент дорожного сопротивления Ψ

Задание выдал                                                                 Ильин В.В.


Содержание, объем и оформление проекта

Основанием для выполнения курсового проекта является задание, оформленное на специальном бланке (см. табл. Б).

Содержание курсового проекта. 1. Тягово-экономический расчет автомобиля в соответствии с разделами по теории автомобиля [6,7], а именно: выполнение расчетов и построение графиков, характеризующих тяговые, разгонные и тормозные свойства, а также топливную экономичность автомобиля. 2. Проектирование одного из агрегатов (узлов) шасси автомобиля, а именно: выполнение расчетов на работоспособность и других расчетов деталей агрегата и выполнение его чертежа.

Тягово-экономический расчет может выполняться по указанию руководителя проекта графиками динамического преодоления подъема, обгона, диаграммой устойчивости и др. Проектирование нового агрегата шасси может заменяться модернизацией существующей конструкции путем введения более современных узлов и деталей.

Объем курсового проекта: 1 лист чертежа формата А1 и пояснительная записка на 20 – 30 страницах, включая таблицы и графики формата А4.

Оформление курсового проекта производится в соответствии с существующими нормами стандартами.

Рекомендуется следующий порядок расположения материала в пояснительной записке:

1) титульный лист;

2) задание на курсовой проект;

3) содержание (перечисление основных разделов пояснительной записки с указанием страниц);

4) введение;

5) исходные данные и выбираемые параметры;

6) краткие пояснения к каждому графику тягово-экономического расчета с приведением расчетных уравнений и таблиц с результатами расчетов;

7) графики;

8) краткие пояснения к расчетам на работоспособность и другим расчетам деталей проектируемого агрегата с приведением расчетных уравнений, схем, эскизов, эпюр и таблиц с результатами расчетов;

9) список использованной литературы;

10) приложения, если в них есть необходимость.

Титульный лист выдается вместе с заданием, но может быть рукописным с выполнением всех надписей с помощью принтера или пишущей машинки. В верхней части титульного листа размещается название института, в нижней - месяц и год. В средней части титульного листа должна находиться надпись:

«Курсовой проект по автомобилям.

Студент (указывается фамилия и инициалы)

Группа (указывается индекс группы)

Руководитель проекта (указывается фамилия и инициалы)».

Введение приводится том случае, если в задании или решениях, принятых в процессе выполнения курсового проекта, имеются весьма существенные особенности, требующие специального обоснования или пояснения.

В списке использованной литературы следует указать фамилии и инициалы авторов, название книги или статьи, издательство (или название и № журнала) и год издания.

В приложении размещаются дополнительные материалы: программы и дополнительные результаты расчета, результаты испытаний, спецификация и т.д.

Записка печатается на компьютере или пишется от руки на одной стороне листа, с полями справа – 10 мм и слева – 35 мм. Все страницы пояснительной записки следует пронумеровать и подшить вместе с титульными листом и заданием.

В начале каждого раздела пояснительной записки выделяется его название. Эскизы, схемы и графики в пояснительной записке выполняются на отдельных страницах или непосредственно в тексте и сопровождаются пояснениями. Условные обозначения в уравнениях должны расшифровываться только при первом их написании. Таблицы следует пронумеровать. Ссылки на использованную литературу указываются в тексте в квадратных скобках согласно порядковому номеру литературного источника по списку использованной литературы. Сокращение слов в пояснительной записке не допускаются, за исключением общепринятых по стандартам и нормативам и обозначений размерностей параметров.

Чертежи выполняются при помощи графического редактора КОМПАС-3D на листах ватмана в соответствии с требованиями ГОСТа. Наименование каждого листа размещается в стандартном штампе, помещаемом в правом нижнем углу листа.

Графики, относящиеся к тягово-экономическому расчету автомобиля, следует выполнять на миллиметровой бумаге. Они должны размещаться в определенной последовательности.



Содержание

стр.

Предисловие………………………………………………………………………………...

3

Задания………………………………………………………………………………………

4

1.1. Тяговый расчет автомобиля…………………………………………………………...

6

1.2. Динамический расчет автомобиля……………………………………………………

15

Задание 2.1. Анализ процесса работы сцепления автомобилей и определение его основных параметров»……………………………………………………………………..

18

2.1.1 Определение основных параметров сцепления……..……………………..………

18

2.1.2. Расчет работы трения сцепления на изнашивание и нагревание………………...

19

2.1.3. Расчет привода управления сцеплением…………….………………….................

19

Задание 2.2. Определение основных параметров коробок передач.……………………

21

2.2. Определение основных параметров коробок передач……………………………....

21

2.2.1.Определение межосевого расстояния и параметров зубчатого зацепления……...

21

2.2.2. Расчет валов коробки передач…………………………………………….………...

22

2.2.3. Расчет подшипников коробок передач…………………..…………….…………...

23

2.2.4. Расчет сил, действующих на зубчатые колеса…………………………...………...

23

2.2.5. Расчет валов коробки передач на прочность……………………………….……...

23

2.2.5.1. Расчет ведомого вала…………...…………………………….……………………

24

2.2.5.2.Расчет промежуточного вала………………………………………….…………...

25

2.2.6. Расчет валов коробки передач на жесткость…………………………………….…

26

2.2.7. Определение динамической грузоподъемности и долговечности подшипников………………………………………………………………………………..

27

Задание 2.3. Определение основных параметров главной передачи……………………

28

2.3.1. Коническая главная передача………………………….……………………………

28

2.3.2. Гипоидная главная передача………………………….…………………………….

28

2.3.3. Двойная центральная главная передача………………………….………………...

29

2.3.4. Разнесенная главная передача…………………………….………………………...

29

2.3.5. Расчет валов и подшипников главной передачи……………………………….….

29

2.3.5.1. Силы в зацеплении конической пары…………………………………….………

29

2.3.5.2. Силы в зацеплении гипоидной пары………………………………….………….

30

2.3.5.3. Определение реакций опор…………………………………….……….................

31

2.3.5.4. Расчет ведущего вала главной передачи на жесткость………………………….

32

Задание 2.4. Дифференциалы..…………………….………………….…………………...

33

2.4.1. Конический дифференциал……………………….………………………………...

33

2.4.2. Самоблокирующиеся дифференциалы…………………….…………….................

35

2.4.2.1. Конический дифференциал с дисками трения……………………………….…..

35

2.4.2.2. Кулачковый дифференциал…………………….…………………………………

35

Список использованной литературы……………………………………………………...

36

Приложение 1…………………………………………………………………….................

37

Приложение 2…………………………………………………………………….................

38

Приложение 3…………………………………………………………………….................

40

Приложение 4…………………………………………………………………….................

40

Приложение 5…………………………………………………………………….................

41

Приложение 6……………………………………………………………………………….

Приложение 7……………………………………………………………………………….

Содержание, объем и оформление проекта……………………………………................

42

43

44

Учебное издание

АВТОМОБИЛИ

Учебно-методическое пособие

Компьютерная верстка Кирилловой Е.В.

Дизайн обложки

Редактор

Корректор

Подписано в печать

   01.2011

Формат бум. 60х90/16

Усл. печ. л. 2,00

Тираж

Уч. - изд. л. 2,5

Заказ №

Сдано в производство

        01.2011

Бумага множ.

№ 8-0705

РИО ФГОУ ВПО ЧГСХА

428032, г. Чебоксары, К. Маркса, 29

Тел. (8835) 62-41-25


 

А также другие работы, которые могут Вас заинтересовать

40010. Оценка и анализ потенциала рынков предприятия 156 KB
  Оценка и анализ потенциала рынков предприятия Содержание занятия: 1. Предварительная оценка рынка предприятия. Прогнозирование динамики потребительского спроса на выпускаемую продукцию предприятия. Количественное определение спроса и доли рынка предприятия.
40011. Оценка конкурентного окружения предприятия 319 KB
  Оценка конкурентного окружения предприятия Содержание занятия: 1. Микросреда предприятия – это система отношений предприятия с ее непосредственным окружением: поставщиками посредниками конкурентами прессой властными структурами общественными организациями деловыми кругами стратегическими партнерами в первую очередь инвесторами потребителями. Возможности предприятия по выбору поставщиков по работе со средствами массовой информации по формированию связей с властными структурами по взаимодействию с общественными организациями по...
40012. Оценка конкурентных преимуществ предприятия 266 KB
  Оценка конкурентных преимуществ предприятия Содержание занятия: 1. Анализ конкурентных преимуществ предприятия. Все эти преимущества сводятся к тому чтобы убедить покупателя в получении им больших выгод от приобретения продукции предприятия по сравнению с аналогичной продукцией конкурентов. Стратегия дифференциации – это стремление предприятия к уникальности в какомлибо аспекте существенном для большинства сегментов рынка или потребителей целевого рынка.
40013. Анализ целей и стратегий предприятия 232.5 KB
  Стратегия существования продукции. Проведение SWOTанализа в промышленном маркетинге связаны с прогнозированием и получением информации касающейся условий совершения покупки и характеристик покупаемой продукции. Маркетинговые исследования потребительских рынков охватывают широкие области особенно для производителей продукции с широким и сложным ассортиментом. Если руководство предприятия оценив текущее положение приходит к выводу о достаточности ресурсов для дальнейшего развития то встает проблема выбора наилучшего способа с большей...
40014. Современные информационные системы менеджмента и маркетинга в Российской Федерации 30.5 KB
  б Примерное содержание разрабатываемого материала: название информационной системы; назначение сфера применения информационной системы; состав и структура информационной системы; год выхода на рынок IPтехнологий Российской Федерации; разработчик информационной системы; решаемые информационной системой задачи; возможности информационной системы; достоинства информационной системы перед аналогами; недостатки информационной системы по сравнению с другими; занимаемый информационной системой сегмент рынка; перспективы...
40015. Оценка текущего состояния предприятия 311.5 KB
  Общие сведения о продукции предприятия. Расчет структуры выпуска продукции предприятия. Анализ выпуска товарной продукции. Факторный анализ выпуска товарной продукции.
40016. Анализ финансовых результатов деятельности предприятия 626 KB
  Выводы по финансовому состоянию ориентируют предприятие на выбор определенной стратегии: рост удержание положения или сворачивание производства.1 – Расчет основных показателей и их нормативные значения Показатели Формулы расчета Нормативные значение Показатели ликвидности предприятия Коэффициент покрытия коэффициент текущей ликвидности – показывает не обеспеченность обязательств предприятия оборотными средствами стр.290 баланса – стр.220 баланса – стр.
40017. Анализ маркетинговой среды предприятия 150.5 KB
  Анализ финансовых результатов от реализации продукции. Высоким темпам роста российской автомобильной промышленности будет способствовать сочетание развитого внутреннего рынка и значительного экспортного потенциала продукции с высокой добавленной стоимостью. Предполагаются следующие тенденции развития автомобильной промышленности: рост товарной продукции; рост инвестиций; рост экспорта автомобильной продукции; сохранение достаточно высокого уровня рентабельности производства; стабильный рост средней заработной платы; глобализация...
40018. Анализ издержек и безубыточности производства 132 KB
  Во второй строке определяется сумма затрат согласно условию 1 при неизменных структуре выпуска продукции сумме переменных затрат и сумме постоянных затрат затраты базового периода приводятся к объему выпуска отчетного фактического периода: ЗТтпУсл1 = ∑08 bуср08 IА УПЗ∑08. – абсолютных...